ES2810865T3 - Heat exchanger - Google Patents

Abstract

Un intercambiador de calor (8) que optimiza la capacidad de intercambiador de calor, comprendiendo el intercambiador de calor (8): un primer colector (24a) que es un colector superior (24a); un segundo colector (24b) que es un colector inferior (24b); un deflector de líquido (30) proporcionado en el segundo colector (24b), bloqueando el deflector (30) la mayor parte del segundo colector (24b) excepto una abertura estrecha (32) en la parte inferior del segundo colector (24b), creando de este modo una primera cámara (36) y una segunda cámara (38) en el segundo colector (24b), extendiéndose la abertura (32) desde la primera cámara (36) a la segunda cámara (38), permitiendo el deflector de líquido que el segundo colector (24b) se comporte como un receptor en miniatura, permitiendo que el exceso de refrigerante líquido se acumule continuamente en el segundo colector (24b); y unos tubos orientados verticalmente (14) que se extienden en comunicación de fluidos entre el primer colector (24a) y el segundo colector (24b); en el que una relación de sección transversal eficaz, en concreto, una relación de la anchura del tubo con el diámetro de sección transversal eficaz del primer colector (24b) es inferior a 1,20; siendo el intercambiador de calor (8) capaz de operar o bien en modo de condensador o en modo de evaporador; teniendo el intercambiador de calor (8) una entrada (12) proporcionada en el primer colector (24a) y una salida (29) proporcionada en el segundo colector (24b); en el que el deflector de líquido (30) y la abertura (32) están configurados y dispuestos para permitir que solo el líquido refrigerante pase a través de la abertura (32), por lo que cualquier acumulación de gas en la segunda cámara (38) queda atrapada y no se le permite pasar a través de la abertura (32); caracterizado por que los tubos orientados verticalmente (14) están dispuestos en una configuración de una sola pasada; y por que la entrada (12) y la salida (29) están en el mismo lado del intercambiador de calor.A heat exchanger (8) that optimizes the heat exchanger capacity, the heat exchanger (8) comprising: a first collector (24a) which is an upper collector (24a); a second manifold (24b) which is a lower manifold (24b); a liquid deflector (30) provided on the second manifold (24b), the deflector (30) blocking most of the second manifold (24b) except for a narrow opening (32) at the bottom of the second manifold (24b), creating thus a first chamber (36) and a second chamber (38) in the second manifold (24b), the opening (32) extending from the first chamber (36) to the second chamber (38), allowing the liquid deflector that the second manifold (24b) behaves like a miniature receiver, allowing excess liquid refrigerant to continuously accumulate in the second manifold (24b); and vertically oriented tubes (14) extending in fluid communication between the first manifold (24a) and the second manifold (24b); wherein an effective cross-sectional ratio, specifically, a ratio of the width of the tube to the effective cross-sectional diameter of the first manifold (24b) is less than 1.20; the heat exchanger (8) being capable of operating either in condenser mode or in evaporator mode; the heat exchanger (8) having an inlet (12) provided on the first manifold (24a) and an outlet (29) provided on the second manifold (24b); wherein the liquid baffle (30) and the opening (32) are configured and arranged to allow only the refrigerant liquid to pass through the opening (32), thus any accumulation of gas in the second chamber (38 ) is trapped and is not allowed to pass through the opening (32); characterized in that the vertically oriented tubes (14) are arranged in a single pass configuration; and because the inlet (12) and outlet (29) are on the same side of the heat exchanger.

Description

DESCRIPCIÓNDESCRIPTION

Intercambiador de calorHeat exchanger

Campo de la invenciónField of the invention

La solicitud se refiere, en general, a intercambiadores de calor en sistemas de refrigeración, acondicionamiento de aire y agua refrigerada.The application relates, in general, to heat exchangers in refrigeration, air conditioning and chilled water systems.

Antecedentes de la invenciónBackground of the invention

Hay numerosos intercambiadores de calor diseñados y fabricados usando aletas plegadas y tubos delgados no redondos que, a continuación, se disponen o "apilan" y se conectan a colectores (también llamados distribuidores). Estos diseños se han usado principalmente para radiadores de agua a aire automotrices, condensadores automotrices, intercambiadores de calor de carga de aire de camiones, núcleos de calentadores automotrices, enfriadores de aire a aceite industriales y de camiones y, más recientemente, evaporadores de acondicionamiento de aire automotrices. There are numerous heat exchangers designed and manufactured using folded fins and thin, non-round tubes that are then arranged or "stacked" and connected to manifolds (also called manifolds). These designs have been used primarily for automotive water-to-air radiators, automotive condensers, truck air charge heat exchangers, automotive heater cores, industrial and truck air-to-oil coolers, and more recently, air conditioning evaporators. automotive air.

Uno de tales condensadores se muestra en la patente de Estados Unidos n.° 4.998.580. Un par de distribuidores espaciados tienen una pluralidad de tubos que se extienden en comunicación hidráulica paralela entre los mismos y cada tubo define una pluralidad de trayectorias de flujo de fluido hidráulicamente paralelas entre los distribuidores. Cada una de las trayectorias de flujo de fluido tiene un diámetro hidráulico en el intervalo de aproximadamente 0,38 mm (0,015 pulgadas) a aproximadamente 1 mm (0,04 pulgadas). Preferentemente, cada trayectoria de flujo de fluido tiene una grieta alargada que se extiende a lo largo de su longitud para acumular la condensación y ayudar a minimizar el espesor de la película en las superficies de intercambio de calor a través de la acción de la tensión superficial. One such capacitor is shown in US Patent No. 4,998,580. A spaced pair of distributors have a plurality of tubes extending in parallel hydraulic communication therebetween and each tube defines a plurality of hydraulically parallel fluid flow paths between the distributors. Each of the fluid flow paths has a hydraulic diameter in the range of about 0.38mm (0.015 inches) to about 1mm (0.04 inches). Preferably, each fluid flow path has an elongated crack that extends along its length to accumulate condensation and help minimize film thickness on heat exchange surfaces through the action of surface tension. .

Otro condensador de este tipo se desvela en la patente de Estados Unidos n.° 6.223.556. El condensador incluye dos distribuidores no horizontales, extendiéndose una pluralidad de tubos entre los distribuidores para establecer una pluralidad de almohadillas de flujo hidráulicamente paralelas entre los distribuidores, y al menos un tabique en cada uno de los distribuidores para hacer que el refrigerante realice al menos dos pasadas. También se proporciona un receptor externo para contener el refrigerante.Another such capacitor is disclosed in US Patent No. 6,223,556. The condenser includes two non-horizontal distributors, a plurality of tubes extending between the distributors to establish a plurality of hydraulically parallel flow pads between the distributors, and at least one partition in each of the distributors to cause the refrigerant to perform at least two past. An external receiver is also provided to contain the refrigerant.

La patente de Estados Unidos n.° 5.193.613 desvela un intercambiador de calor que tiene unos tubos de distribuidor paralelos opuestos que tienen unas hendiduras circunferencialmente espaciadas formadas a lo largo de la longitud de los mismos con unos lados inclinados y una base en la superficie externa de la hendidura y unas nervaduras anulares espaciadas en la superficie interna opuesta a las hendiduras. Cada hendidura tiene una ranura transversal en la misma para recibir los extremos abiertos de un tubo plano alargado. Los tubos planos se insertan en los tubos de distribuidor de una manera que bloquea parcialmente la trayectoria de flujo dentro de los tubos de distribuidor.US Patent No. 5,193,613 discloses a heat exchanger having opposite parallel distributor tubes having circumferentially spaced slits formed along the length thereof with sloping sides and a base on the surface. outer groove and spaced annular ribs on the inner surface opposite the grooves. Each slot has a transverse groove therein to receive the open ends of an elongated flat tube. The flat tubes are inserted into the distributor tubes in a manner that partially blocks the flow path within the distributor tubes.

La patente de Estados Unidos n.° 5.372.188 desvela un intercambiador de calor para intercambiar calor entre un medio de intercambio de calor ambiental y un refrigerante que puede estar en una fase líquida o de vapor. El mismo incluye un par de distribuidores espaciados, teniendo uno de los distribuidores una entrada de refrigerante y teniendo el otro de los distribuidores una salida de refrigerante. Un tubo de intercambiador de calor se extiende entre los distribuidores y está en comunicación de fluidos con cada uno de los distribuidores. El tubo define una pluralidad de trayectorias de flujo de refrigerante hidráulicamente paralelas entre los distribuidores, y cada una de las trayectorias de flujo de refrigerante tiene un diámetro hidráulico en el intervalo de aproximadamente 0,38 mm (0,015 pulgadas) a aproximadamente 1,8 mm (0,07 pulgadas). Las trayectorias de flujo pueden ser de configuraciones variadas.US Patent No. 5,372,188 discloses a heat exchanger for exchanging heat between an ambient heat exchange medium and a refrigerant that can be in a liquid or vapor phase. It includes a pair of spaced apart distributors, one of the distributors having a refrigerant inlet and the other of the distributors having a refrigerant outlet. A heat exchanger tube extends between the manifolds and is in fluid communication with each of the manifolds. The tube defines a plurality of hydraulically parallel coolant flow paths between the distributors, and each of the coolant flow paths has a hydraulic diameter in the range of about 0.38mm (0.015 inches) to about 1.8mm. (0.07 inch). Flow paths can be of varied configurations.

La patente de Estados Unidos n.° 4.998.580 desvela un condensador que transfiere calor a través de pequeñas trayectorias de flujo hidráulico. El condensador se usa en aplicaciones automotrices en las que se usan tubos horizontales y pequeños colectores.US Patent No. 4,998,580 discloses a condenser that transfers heat through small hydraulic flow paths. The condenser is used in automotive applications where horizontal tubes and small manifolds are used.

El documento JP-H 4-139364 revela un intercambiador de calor que comprende unos colectores primero y segundo conectados de manera fluida por tubos verticales. Se proporciona un deflector de líquido en el segundo colector y crea unas cámaras primera y segunda. Se proporciona un orificio en el deflector de líquido en la parte inferior del segundo colector y permite que solo el líquido refrigerante pase a través del orificio.JP-H 4-139364 discloses a heat exchanger comprising first and second headers fluidly connected by vertical tubes. A liquid baffle is provided in the second manifold and creates first and second chambers. A hole is provided in the liquid baffle at the bottom of the second manifold and allows only the coolant to pass through the hole.

Los intentos de aplicar la tecnología en aplicaciones de HVAC&R (calentamiento, ventilación, acondicionamiento de aire y refrigeración) han tenido un éxito limitado. El éxito ha sido limitado debido a que muchas de las características del producto, los objetivos de diseño,Attempts to apply the technology in HVAC & R (heating, ventilation, air conditioning, and refrigeration) applications have met with limited success. Success has been limited because many of the product features, design goals,

y los problemas operativos de las aplicaciones/equipos de HVAC&R son significativamente diferentes y más diversos que las aplicaciones automotrices. Por ejemplo, pueden existir diferencias significativas en las condiciones y entornos operativos, tales como, pero sin limitarse a, las capacidades de enfriamiento, las presiones operativas, los caudales de aire, la eficiencia energética, los caudales másicos, el tamaño del intercambiador de calor, las relaciones de altura y anchura, el retorno de aceite y refrigerante, los diversos refrigerantes usados, las presiones y temperaturas operativas, etc. and the operational problems of HVAC & R applications / equipment are significantly different and more diverse than automotive applications. For example, there may be significant differences in operating conditions and environments, such as, but not limited to, cooling capacities, operating pressures, air flow rates, energy efficiency, mass flow rates, heat exchanger size. , height and width ratios, oil and refrigerant return, various refrigerants used, operating pressures and temperatures, etc.

Los intercambiadores de calor convencionales anteriores, tal como los configurados para aplicaciones automotrices que usan tubos planos delgados (por ejemplo, los tubos de microcanales) y una estructura de colector soldada muestran deficiencias cuando se proporcionan para su uso en la mayoría de las aplicaciones de HVAC&R.Previous conventional heat exchangers, such as those configured for automotive applications using thin flat tubes (e.g. microchannel tubes) and a welded collector structure show deficiencies when provided for use in most HVAC & R applications. .

Los diseños habituales de intercambiadores de calor de una sola o múltiples pasadas muestran altas caídas de presión de refrigerante durante la operación, habitualmente 0,34 bares (5 psig) o más. Estas caídas de presión son necesarias para compensar las pérdidas por caídas de presión en los colectores o distribuidores. Aunque no es un problema en los diseños automotrices compactos, donde la caída de presión del colector puede ser baja, ignorarse o incluirse en el diseño operativo único, esta caída de presión no es aceptable en las aplicaciones de HVAC&R y puede provocar otros problemas operativos de sistema. Estas deficiencias no son evidentes hasta que se toman los datos de la experiencia de una operación en campo real o los datos de prueba, y se conoce mejor la dinámica e interacción de las condiciones operativas clave.Common single or multi-pass heat exchanger designs show high refrigerant pressure drops during operation, typically 0.34 bar (5 psig) or more. These pressure drops are necessary to compensate for losses due to pressure drops in the manifolds or distributors. Although not an issue in compact automotive designs, where the manifold pressure drop can be low, ignored, or included in the single operating design, this pressure drop is not acceptable in HVAC & R applications and can lead to other operating problems. system. These shortcomings are not apparent until data from actual field operation experience or test data is taken, and the dynamics and interaction of key operating conditions are better understood.

La construcción convencional del distribuidor de colector consiste en usar el tamaño de stock de material redondo más pequeño posible (para formar los colectores) para que coincida con la anchura del tubo, por razones de menor coste de material y por razones de fabricación asociadas con la soldadura fuerte integral de los tubos al colector. Por lo tanto, para un tubo que tiene 25,4 mm (1 pulgada) de ancho, habitualmente se usa un colector o distribuidor de 25,4 mm (1 pulgada) de diámetro interior. Aunque esta combinación de tamaños específica puede, en general, usarse para aplicaciones automotrices, permitiendo una buena inserción automatizada del tubo en el distribuidor y el punto de parada del tubo, en general no es adecuada, y muchas veces no es apropiada, para la mayoría de las aplicaciones de HVAC&R. Es decir, para un uso amplio en aplicaciones de HVAC&R, este diámetro o diámetros de colector de tamaño similar, y más específicamente, el "área interna de sección transversal utilizable" impone limitaciones operativas significativas con respecto a la capacidad y el intervalo de capacidad del intercambiador de calor, y también provoca importantes problemas y pérdidas de rendimiento debido a la caída de presión en el colector o distribuidor, así como un atrapamiento de refrigerante y aceite en el área del colector. En los condensadores, esta combinación de tamaños de tubo/colector corresponde a una pérdida de capacidad operativa de aproximadamente un 5 por ciento a aproximadamente un 20 por ciento en diversas condiciones de flujo de refrigerante. En los evaporadores, esta combinación de tamaños de tubo/colector da como resultado una pérdida de capacidad operativa que puede superar fácilmente el 30 por ciento.The conventional construction of the manifold manifold is to use the smallest possible round material stock size (to form the manifolds) to match the width of the tube, for reasons of lower material cost and for manufacturing reasons associated with the integral brazing of tubes to manifold. Therefore, for a tube that is 25.4 mm (1 inch) wide, a 25.4 mm (1 inch) inside diameter manifold or manifold is typically used. Although this specific size combination can, in general, be used for automotive applications, allowing for good automated insertion of the tube into the manifold and the tube stop point, it is generally not suitable, and many times not appropriate, for the majority. of HVAC & R applications. That is, for wide use in HVAC & R applications, this collector diameter or diameters of similar size, and more specifically, the "internal usable cross-sectional area" imposes significant operational limitations with respect to the capacity and capacity range of the heat exchanger, and also causes significant problems and performance losses due to pressure drop across the manifold or manifold, as well as entrapment of refrigerant and oil in the manifold area. In condensers, this combination of tube / manifold sizes corresponds to a loss of operating capacity of about 5 percent to about 20 percent under various refrigerant flow conditions. In evaporators, this combination of tube / manifold sizes results in a loss of operating capacity that can easily exceed 30 percent.

La caída de presión del refrigerante y los fluidos en los colectores o distribuidores convencionales es uno de varios fenómenos que pueden provocar una mala distribución del vapor de refrigerante que entra en los tubos. La mala distribución puede producirse en intercambiadores de calor que funcionan como condensadores o evaporadores. En los condensadores, un aumento en la presión del colector (o caída de presión) da como resultado que se proporcione menos refrigerante a los tubos colocados más lejos de la entrada del colector o distribuidor. El efecto puede empeorar para disposiciones de múltiples pasadas, dependiendo del número de tubos, el caudal másico del refrigerante, o por otros motivos. La imposición de un aumento adicional de la presión (o caída de presión) a través del uso de múltiples pasadas puede ayudar a compensar o corregir parcialmente la mala distribución en los condensadores, pero da como resultado una caída de presión de refrigerante adicional significativa y una pérdida de capacidad de transferencia de calor del intercambiador de calor. En los evaporadores, las disposiciones de múltiples pasadas pueden provocar una mala distribución que se produce de manera incremental en cada pasada de flujo de fluido a través de los tubos. En evaporadores de una sola pasada, puede provocarse una mala distribución del refrigerante tanto en el colector o distribuidor de entrada como en el colector o distribuidor de salida.The pressure drop of refrigerant and fluids in conventional manifolds or distributors is one of several phenomena that can cause poor distribution of the refrigerant vapor entering the tubes. Poor distribution can occur in heat exchangers that function as condensers or evaporators. In condensers, an increase in manifold pressure (or pressure drop) results in less refrigerant being supplied to tubes positioned further from the manifold or manifold inlet. The effect may be worse for multi-pass arrangements, depending on the number of tubes, the mass flow rate of the refrigerant, or for other reasons. Imposing an additional pressure increase (or pressure drop) through the use of multiple passes can help to compensate or partially correct the maldistribution in the condensers, but results in a significant additional refrigerant pressure drop and a loss of heat transfer capacity of the heat exchanger. In evaporators, multi-pass arrangements can cause maldistribution that occurs incrementally with each pass of fluid flow through the tubes. In single-pass evaporators, refrigerant maldistribution can occur in both the inlet manifold or manifold and the outlet manifold or manifold.

Una manera de evitar una mala distribución en los condensadores (y evaporadores) ha sido proporcionar pérdidas de presión del colector extremadamente bajas como una relación de las pérdidas por caída de presión del tubo. En los evaporadores, puede ser una consideración importante la relación de la caída de presión de salida debida al colector de salida frente a la caída de presión debida a los tubos. Es decir, los tubos cerca de la conexión pueden experimentar una caída de presión reducida en comparación con la caída de presión de los tubos colocados más lejos de la conexión. Por ejemplo, si el colector tiene una caída de presión de 0,07 bares (una psi) a lo largo de su longitud, y los tubos tienen una caída de presión de 0,14 bares (dos psi), los tubos más cercanos a la conexión de salida tendrán más flujo de refrigerante que los tubos colocados más lejos de la conexión. Puesto que el caudal de fluido másico está exponencialmente relacionado con la caída de presión provocada, la caída de presión a lo largo de la longitud del colector puede provocar un desequilibrio en la cantidad de fluido que se evapora en cada tubo.One way to avoid misallocation in condensers (and evaporators) has been to provide extremely low manifold pressure losses as a ratio of tube pressure drop losses. In evaporators, the ratio of the outlet pressure drop due to the outlet manifold versus the pressure drop due to the tubes may be an important consideration. That is, tubes near the connection may experience a reduced pressure drop compared to the pressure drop for tubes located further away from the connection. For example, if the manifold has a pressure drop of 0.07 bar (one psi) along its length, and the tubes have a pressure drop of 0.14 bar (two psi), the tubes closest to the outlet connection will have more refrigerant flow than pipes positioned further from the connection. Since the mass fluid flow rate is exponentially related to the pressure drop caused, the pressure drop along the length of the manifold can cause an imbalance in the amount of fluid that evaporates in each tube.

Los intercambiadores de calor de tubo de microcanales convencionales tienen un rendimiento impredecible debido a la deflexión interna del colector. Las pérdidas por caída de presión del tubo combinadas con las pérdidas por caída de presión del colector en diseños de múltiples pasadas requieren cálculos y análisis extremadamente complejos con el fin de predecir el rendimiento del intercambiador de calor tanto a carga completa como a carga parcial. Además, las variaciones en la carga de refrigerante total en el sistema de refrigeración, o el "retroceso" del refrigerante en el condensador a carga completa y/o parcial, pueden hacer que todos los análisis y predicciones se vuelvan tenues, si no poco fiables. Por lo tanto, el nivel de carga de refrigerante puede afectar significativamente a la superficie (tubo interno) disponible de transferencia de calor del condensador y, por lo tanto, a la capacidad y uso de energía del sistema de refrigeración. En otras palabras, la provisión de una cantidad predeterminada de refrigerante (frente a la "sobrecarga" o "subcarga" o pérdida de refrigerante con el tiempo) puede afectar negativamente a la operación eficiente del intercambiador de calor y el sistema refrigerante. Conventional microchannel tube heat exchangers have unpredictable performance due to internal collector deflection. Tube pressure drop losses combined with manifold pressure drop losses in multi-pass designs require extremely complex calculations and analysis in order to predict both full load and part load heat exchanger performance. In addition, variations in the total refrigerant charge in the refrigeration system, or the "back-off" of the refrigerant in the condenser at full and / or partial load, can cause all analyzes and predictions to become tenuous, if not unreliable. . Therefore, the level of refrigerant charge can significantly affect the available heat transfer surface (inner tube) of the condenser and therefore the capacity and energy use of the refrigeration system. In other words, the provision of a predetermined amount of refrigerant (versus "overload" or "underload" or loss of refrigerant over time) can adversely affect the efficient operation of the heat exchanger and the refrigerant system.

Debido a la relación relativamente pequeña del área de sección transversal del colector o distribuidor con respecto al área de sección transversal del tubo y el distribuidor de colector con respecto a la capacidad general del sistema en el estado actual de la técnica de los intercambiadores de calor, habitualmente hay una carga de retención de refrigerante insuficiente en un condensador convencional que tiene tubos de "microcanales". Sin el uso de un componente adicional llamado receptor de refrigerante, se dice, por lo tanto, que el sistema de refrigeración está "críticamente cargado". Es decir, una adición muy pequeña de refrigerante al sistema puede hacer que el condensador haga "retroceder" el refrigerante dentro de los tubos de "microcanales", reduciendo de este modo la cantidad de superficie de transferencia de calor, aumentando así la presión de condensación (provocando una pérdida de capacidad del sistema y/o un mayor consumo de energía). Por otro lado, una pérdida de refrigerante o una subcarga en un sistema críticamente cargado puede hacer que el evaporador no tenga suficiente refrigerante, dando como resultando temperaturas de evaporador reducidas, lo que a su vez da como resultado la pérdida de capacidad de refrigeración y/o un mayor uso de energía, y/o la congelación potencial del condensado de agua en la bobina de aire, (o que el agua se enfríe dentro de un evaporador de tipo refrigerante a agua). En algunos casos, las bajas temperaturas del evaporador dan como resultado el apagado de seguridad del sistema o una posible ruptura/fallo del evaporador. Por lo tanto, en las construcciones o diseños de intercambiadores de calor del estado de la técnica que tienen tubos de "microcanales", también denominados intercambiadores de calor de "microcanales", los usuarios han descubierto, que cuando se aplican a los diseños de equipos y sistemas de HVAC&R, existe un estrecho intervalo de volumen de refrigerante (carga de refrigerante) para un sistema de refrigerante específico, en el que, si el volumen de refrigerante está fuera del intervalo del volumen de refrigerante, es decir, demasiada o muy poca carga de refrigerante, puede dar como resultado operaciones inesperadas o adversas del sistema, o, posiblemente, un fallo del sistema.Due to the relatively small ratio of the cross-sectional area of the manifold or manifold to the cross-sectional area of the tube and manifold manifold with respect to the overall capacity of the system in the current state of the art of heat exchangers, there is usually insufficient refrigerant holding charge in a conventional condenser having "microchannel" tubes. Without the use of an additional component called a coolant receiver, the cooling system is therefore said to be "critically charged." That is, a very small addition of refrigerant to the system can cause the condenser to "back" the refrigerant into the "microchannel" tubes, thereby reducing the amount of heat transfer surface, thereby increasing the condensing pressure. (causing a loss of system capacity and / or increased power consumption). On the other hand, a loss of refrigerant or an underload in a critically charged system can cause the evaporator to not have enough refrigerant, resulting in reduced evaporator temperatures, which in turn results in the loss of refrigeration capacity and / or or increased energy use, and / or the potential freezing of the water condensate in the air coil, (or the water being cooled within a refrigerant-to-water type evaporator). In some cases, low evaporator temperatures result in system safety shutdown or possible evaporator breakdown / failure. Therefore, in state-of-the-art heat exchanger constructions or designs having "microchannel" tubes, also called "microchannel" heat exchangers, users have found that when applied to equipment designs and HVAC & R systems, there is a narrow range of refrigerant volume (refrigerant charge) for a specific refrigerant system, where if the volume of refrigerant is outside the range of refrigerant volume, that is, too much or too little refrigerant charge, can result in unexpected or adverse system operations, or possibly system failure.

La invención proporciona un intercambiador de calor como se define en las reivindicaciones adjuntas.The invention provides a heat exchanger as defined in the appended claims.

El intercambiador de calor tiene una entrada proporcionada en el primer colector y una salida proporcionada en el segundo colector. El segundo colector tiene un deflector de líquido para crear una primera cámara y una segunda cámara. Se proporciona una abertura cerca del deflector de líquido, extendiéndose la abertura desde la primera cámara a la segunda cámara. El deflector y la abertura están dimensionados para permitir que solo el líquido refrigerante pase a través de la abertura, por lo que cualquier acumulación de gas en la segunda cámara queda atrapada y finalmente condensada, y no se le permite pasar a través de la abertura. El deflector permite que el segundo colector se comporte como un receptor en miniatura, permitiendo que el exceso de refrigerante se acumule continuamente en el segundo colector. Esta acumulación de refrigerante proporciona una superficie de transferencia de calor adicional para la condensación, por lo que un sistema de refrigeración al que está conectado el intercambiador de calor logra una mayor eficiencia energética en condiciones de carga parcial. El deflector también bloquea la mayor parte del segundo colector, excepto la abertura estrecha en la parte inferior del segundo colector, creando de este modo dos cámaras en el segundo colector, sirviendo la primera cámara como receptor de refrigerante y sirviendo la segunda cámara como cámara de transición y paso hacia y desde una conexión de refrigerante. La abertura de deflector puede dimensionarse para provocar desde una caída de presión pequeña (es decir, 1,72 bares (25 psig)), hasta una caída de presión alta (1,03 bares (15 psig)), para contrarrestar cualquier efecto de las tuberías de refrigerante externas, para garantizar la condensación de gas residual en el receptor y en los evaporadores, sirviendo como orificio de entrada para una mejor aceleración de refrigerante y mezcla de líquido/gas.The heat exchanger has an inlet provided on the first manifold and an outlet provided on the second manifold. The second manifold has a liquid baffle to create a first chamber and a second chamber. An opening is provided near the liquid baffle, the opening extending from the first chamber to the second chamber. The baffle and opening are sized to allow only the liquid refrigerant to pass through the opening, so any accumulation of gas in the second chamber is trapped and eventually condensed, and is not allowed to pass through the opening. The baffle allows the second manifold to behave like a miniature receiver, allowing excess refrigerant to continually accumulate in the second manifold. This accumulation of refrigerant provides an additional heat transfer surface for condensation, whereby a cooling system to which the heat exchanger is connected achieves greater energy efficiency under partial load conditions. The baffle also blocks most of the second manifold, except for the narrow opening at the bottom of the second manifold, thereby creating two chambers in the second manifold, the first chamber serving as a receiver for refrigerant and the second chamber serving as a cooling chamber. transition and passage to and from a refrigerant connection. The baffle opening can be sized to cause a small pressure drop (i.e. 1.72 bar (25 psig)) to a high pressure drop (1.03 bar (15 psig)) to counteract any effects of external refrigerant piping, to ensure residual gas condensation in the receiver and evaporators, serving as inlet port for better acceleration of refrigerant and liquid / gas mixture.

Otras características y ventajas de la presente invención serán evidentes a partir de la siguiente descripción más detallada de la realización preferida, tomadas junto con los dibujos adjuntos que ilustran, a modo de ejemplo, los principios de la invención.Other features and advantages of the present invention will be apparent from the following more detailed description of the preferred embodiment, taken in conjunction with the accompanying drawings which illustrate, by way of example, the principles of the invention.

Breve descripción de los dibujosBrief description of the drawings

La figura 1 es una vista esquemática de un sistema de compresión de vapor a modo de ejemplo en el que se usa un intercambiador de calor de la presente invención.Figure 1 is a schematic view of an exemplary vapor compression system using a heat exchanger of the present invention.

La figura 2 es una vista en perspectiva de un intercambiador de calor a modo de ejemplo de la figura 1.Figure 2 is a perspective view of an exemplary heat exchanger of Figure 1.

La figura 3 es una vista en sección transversal de un colector con un tubo colocado en el mismo de un intercambiador de calor a modo de ejemplo de la figura 2.Figure 3 is a cross-sectional view of a manifold with a tube placed therein of an exemplary heat exchanger of Figure 2.

La figura 4 es una vista en sección transversal de un tubo del intercambiador de calor que muestra unas aberturas que se extienden a través de la longitud del tubo.Figure 4 is a cross-sectional view of a heat exchanger tube showing openings that extend through the length of the tube.

La figura 5 es una vista en sección transversal de un colector que muestra un deflector de líquido y una abertura proporcionada en el mismo.Figure 5 is a cross-sectional view of a manifold showing a liquid baffle and an opening provided therein.

La figura 6 es una vista en sección transversal del colector, tomada a lo largo de la línea 6-6 de la figura 2, que muestra una primera cámara y una segunda cámara.Figure 6 is a cross-sectional view of the manifold, taken along line 6-6 of Figure 2, showing a first chamber and a second chamber.

Descripción detallada de la realización mostrada Detailed description of the embodiment shown

Haciendo referencia a las figuras 1 y 2, se ilustra un sistema de compresión de vapor 2, tal como un sistema de refrigeración, en el que el vapor refrigerante comprimido se transporta a una entrada 12 de un intercambiador de calor 8, tal como un intercambiador de calor de aluminio de construcción soldada, también denominado condensador enfriado por aire. Pueden usarse otros materiales adecuados para construir el intercambiador de calor. La entrada 12 también se conoce como el "lado caliente" o "lado de presión" del sistema de refrigeración. Habitualmente, el condensador usa aire (proporcionado a una temperatura que es menor que la temperatura de condensación de refrigerante) que fluye entre y/o a través de las aletas 16 colocadas entre los tubos 14 para enfriar y condensar el refrigerante contenido dentro de los tubos hasta un estado líquido. A continuación, el líquido se transporta a una válvula de control 18 que regula el flujo de refrigerante hacia un evaporador (también conocido como el "lado frío" o "lado de baja presión") del sistema de refrigeración, por lo que la presión de refrigerante se reduce a través de la válvula de control 18 y se transporta al evaporador para proporcionar una temperatura reducida para enfriar el aire o el fluido, también denominado fluido de trabajo. En una versión de evaporador de un intercambiador de calor soldado 8, el refrigerante entra en el evaporador en un estado predominantemente líquido y se evapora dentro del intercambiador de calor 8 a medida que el calor se transfiere del fluido de trabajo al refrigerante. El vapor de refrigerante sale del evaporador y se suministra a un compresor 22 que, a continuación, comprime el vapor a un nivel de presión aumentado para transportarse al condensador, completando de este modo el ciclo de refrigeración.Referring to Figures 1 and 2, a vapor compression system 2, such as a refrigeration system, is illustrated in which compressed refrigerant vapor is conveyed to an inlet 12 of a heat exchanger 8, such as an exchanger. welded construction aluminum heat pump, also called air cooled condenser. Other suitable materials can be used to construct the heat exchanger. Inlet 12 is also known as the "hot side" or "pressure side" of the refrigeration system. Typically, the condenser uses air (provided at a temperature that is lower than the condensing temperature of the refrigerant) that flows between and / or through the fins 16 positioned between the tubes 14 to cool and condense the refrigerant contained within the tubes until a liquid state. The liquid is then conveyed to a control valve 18 that regulates the flow of refrigerant to an evaporator (also known as the "cold side" or "low pressure side") of the refrigeration system, whereby the pressure of Refrigerant is reduced through control valve 18 and conveyed to the evaporator to provide a reduced temperature to cool the air or fluid, also called the working fluid. In an evaporator version of a welded heat exchanger 8, the refrigerant enters the evaporator in a predominantly liquid state and evaporates within the heat exchanger 8 as heat is transferred from the working fluid to the refrigerant. The refrigerant vapor exits the evaporator and is supplied to a compressor 22 which then compresses the vapor to an increased pressure level to be transported to the condenser, thus completing the refrigeration cycle.

En una realización de la presente divulgación, tal como se muestra en las figuras 2-6, el intercambiador de calor 8 puede tener unos tubos 14, a veces denominados tubos de "microcanales", y unos colectores o distribuidores 24 conectados a los tubos 14, tal como mediante soldadura fuerte. Este tipo de intercambiador de calor 8 a veces se denomina intercambiador de calor de "microcanales". En una realización a modo de ejemplo, tal y como se muestra en la figura 4, cada tubo 14 puede tener una pluralidad de puertos o aberturas 26 formados en el mismo para transportar fluido entre los colectores o distribuidores opuestos 24. Tal y como se muestra además en la figura 4, las aberturas 26 pueden estar espaciadas sustancialmente de manera regular en una sola fila y pueden ser de tamaño uniforme, y el tubo 14 que contiene las aberturas puede ser sustancialmente plano.In one embodiment of the present disclosure, as shown in Figures 2-6, the heat exchanger 8 may have tubes 14, sometimes referred to as "microchannel" tubes, and manifolds or distributors 24 connected to tubes 14. , such as by brazing. This type of heat exchanger 8 is sometimes called a "microchannel" heat exchanger. In an exemplary embodiment, as shown in Figure 4, each tube 14 may have a plurality of ports or openings 26 formed therein to transport fluid between opposing manifolds or manifolds 24. As shown further in Figure 4, the apertures 26 may be substantially evenly spaced in a single row and may be of uniform size, and the tube 14 containing the apertures may be substantially flat.

Tal y como se muestra en la figura 4, por ejemplo, los tubos 14 pueden tener unas dimensiones transversales exteriores de aproximadamente 0,51 mm de espesor por aproximadamente 100 mm de anchura (aproximadamente 0,020 pulgadas de espesor por aproximadamente 4 pulgadas de anchura). Haciendo referencia de nuevo a las figuras 2-6, pueden proporcionarse unas aletas 16, tales como aletas plegadas (por ejemplo, onduladas o con persianas) que se extienden entre los tubos 14. En una realización, las aletas 16 pueden soldarse integralmente entre los tubos 14 y, en una realización adicional, los extremos de tubo pueden soldarse en un colector o distribuidor 24, en cada extremo de la disposición de los tubos 14. Los colectores o distribuidores 24 pueden configurarse para permitir que el refrigerante o fluido fluya hacia uno o más tubos 14 colocados en paralelo entre los colectores 24. En una realización alternativa, pueden colocarse unos deflectores o tabiques (no mostrados) en al menos uno de los colectores 24, definiendo configuraciones de múltiples pasadas, por lo que el fluido que entra en un primer distribuidor 24a puede dirigirse para que fluya selectivamente desde el primer distribuidor a través de un número predeterminado de tubos 14 a un segundo distribuidor 24b, volviendo a través de otro número predeterminado más de tubos 14 al primer distribuidor 24a, repitiéndose el patrón de flujo entre los distribuidores 24, hasta que el fluido se haya dirigido a través de todos los tubos 14 entre los colectores primero y segundo 24a, 24b antes de salir del intercambiador de calor 8. Los sistemas de múltiples pasadas pueden incluir cualquiera de 2, 3, 4, 5, 6 o más pasadas de refrigerante/fluido a través de la disposición de los tubos 14. Por ejemplo, en una realización a modo de ejemplo de un intercambiador de calor 8 que tiene una agrupación o disposición de 30 tubos 14 y tabiques colocados en los colectores, los primeros diez tubos de la agrupación podrían definir una primera pasada de fluido, los segundos diez tubos de la agrupación podrían definir una segunda pasada y los diez tubos restantes de la agrupación podrían definir una tercera pasada. As shown in Figure 4, for example, tubes 14 may have outer cross-sectional dimensions of approximately 0.51mm thick by approximately 100mm wide (approximately 0.020 inches thick by approximately 4 inches wide). Referring back to Figures 2-6, fins 16 may be provided, such as folded fins (eg, corrugated or louvered) extending between the tubes 14. In one embodiment, the fins 16 may be integrally welded between the tubes. tubes 14 and, in a further embodiment, the tube ends can be welded into a manifold or manifold 24, at each end of the tube arrangement 14. The manifolds or manifolds 24 can be configured to allow refrigerant or fluid to flow into one or more tubes 14 placed in parallel between the manifolds 24. In an alternative embodiment, baffles or partitions (not shown) can be placed on at least one of the manifolds 24, defining multi-pass configurations, whereby the fluid entering a first manifold 24a can be directed to selectively flow from the first manifold through a predetermined number of tubes 14 to a second manifold 24b, returning through yet another predetermined number of tubes 14 to the first manifold 24a, repeating the flow pattern between the manifolds 24, until the fluid has been directed through all the tubes 14 between the first and second manifolds 24a, 24b before exiting the heat exchanger 8. Multi-pass systems may include any of 2, 3, 4, 5, 6 or more refrigerant / fluid passes through the tube arrangement 14. For example, in one embodiment a As an example of a heat exchanger 8 having a cluster or arrangement of 30 tubes 14 and partitions placed in the collectors, the first ten tubes of the cluster could define a first fluid pass, the second ten tubes of the cluster could define a second pass and the remaining ten tubes in the array could define a third pass.

En otras realizaciones, las aberturas 26 pueden estar espaciadas de manera irregular en una o más filas, incluyendo una disposición aleatoria de aberturas, siendo las aberturas 26 circulares o no circulares y pudiendo las aberturas 26 variar de tamaño y/o forma a lo largo del tubo 14. En una realización adicional, las aberturas 26 pueden formarse en diferentes tamaños y formas dentro del mismo tubo 14. En otras realizaciones más, el área de sección transversal de uno o más de los tubos 14 y/o aberturas 26 puede variar a lo largo de la longitud de los tubos 14. Además, el tubo 14 no está limitado a una construcción sustancialmente plana. Por último, el tamaño relativo de las aberturas 26 no está limitado como se muestra en la figura 4, es decir, el área de sección transversal de las aberturas 26 puede variar de menos que el área de sección transversal equivalente de una abertura circular que tiene un diámetro de 0,03 mm (0,001 pulgadas) a más que el área de sección transversal equivalente de una abertura circular que tiene un diámetro de al menos 2,29 mm (0,090 pulgadas) o más, dependiendo de la aplicación y las presiones deseadas, los caudales de fluido, los fluidos de trabajo y otros parámetros o condiciones operativas.In other embodiments, the apertures 26 may be irregularly spaced in one or more rows, including a random arrangement of apertures, the apertures 26 being circular or non-circular and the apertures 26 being able to vary in size and / or shape along the length of the aperture. tube 14. In a further embodiment, the openings 26 may be formed in different sizes and shapes within the same tube 14. In still other embodiments, the cross-sectional area of one or more of the tubes 14 and / or openings 26 may vary to along the length of the tubes 14. Furthermore, the tube 14 is not limited to a substantially flat construction. Lastly, the relative size of the apertures 26 is not limited as shown in Figure 4, that is, the cross-sectional area of the apertures 26 may vary less than the equivalent cross-sectional area of a circular aperture having a diameter of 0.03 mm (0.001 inch) to more than the equivalent cross-sectional area of a circular opening that has a diameter of at least 2.29 mm (0.090 inch) or more, depending on the application and desired pressures , fluid flow rates, working fluids and other parameters or operating conditions.

Haciendo referencia a las figuras 1 a 6, el intercambiador de calor 8 está configurado para su uso con un sistema de refrigeración. Tal y como se ha expuesto, el intercambiador de calor 8 tiene una entrada 12, un distribuidor de colector superior 24a, unos tubos 14, tales como "tubos de microcanales", unas aletas 16, un colector o distribuidor inferior/receptor 24b, una salida 29, un deflector de líquido 30, y una abertura u orificio 32 creado por el deflector entre el deflector de líquido 30 y el colector o distribuidor inferior/receptor 24b.Referring to Figures 1 to 6, the heat exchanger 8 is configured for use with a refrigeration system. As discussed, the heat exchanger 8 has an inlet 12, an upper manifold manifold 24a, tubes 14, such as "microchannel tubes," fins 16, a lower manifold / receiver 24b, a outlet 29, a liquid deflector 30, and an opening or hole 32 created by the deflector between the liquid deflector 30 and the lower manifold / receiver 24b.

El intercambiador de calor 8 puede configurarse para operar correctamente a bajas caídas de presión de refrigerante o altas caídas de presión, dependiendo de los tamaños de la abertura de tubo 26 seleccionados en los tubos 14. El intercambiador de calor 8 provoca solo una baja caída de presión en el distribuidor superior 24a. La cantidad de caída de presión puede modificarse para optimizar el rendimiento. La selección de caída de presión puede lograrse seleccionando uno de varios tubos de microcanales 14 con diferentes tamaños y configuraciones de la abertura 26. Estas opciones y selecciones de tubos pueden tener en cuenta la respuesta del dispositivo a la gravedad, o la no respuesta a la gravedad, o la respuesta debida a los efectos capilares, dependiendo del tipo de refrigerante usado y su tensión superficial que mantiene el refrigerante dentro de los puertos de tubo.The heat exchanger 8 can be configured to operate correctly at low refrigerant pressure drops or high pressure drops, depending on the sizes of tube opening 26 selected in tubes 14. The Heat exchanger 8 causes only a low pressure drop in the upper distributor 24a. The amount of pressure drop can be modified to optimize performance. Pressure drop selection can be achieved by selecting one of several microchannel tubes 14 with different sizes and configurations of opening 26. These tube options and selections can take into account the device's response to gravity, or non-response to gravity. gravity, or the response due to capillary effects, depending on the type of refrigerant used and its surface tension that maintains the refrigerant within the tube ports.

Los distribuidores de colector 24 se agrandan en una relación del tamaño del colector 24 con el tubo 14 y/o del área de sección transversal del colector 24 con la abertura de tubo 26, mayor que el estado actual de la técnica, una relación mayor demostrada para producir caídas de presión extremadamente bajas y efectos de caída de presión en la combinación de colector y tubo.The manifold distributors 24 are enlarged by a ratio of the size of the manifold 24 to the tube 14 and / or the cross-sectional area of the manifold 24 to the tube opening 26, greater than the current state of the art, a greater ratio demonstrated to produce extremely low pressure drops and pressure drop effects in the manifold and tube combination.

Cuando se usan como condensador y/o evaporador, los distribuidores de colector 24 se agrandan y se aplican a una relación relacionada con la capacidad de flujo másico del distribuidor 24 con respecto a la capacidad de flujo del tubo 14, y la relación del colector o distribuidor 24 con la caída de presión del tubo, de tal manera que el colector o distribuidor 24 tengan un efecto de mala distribución mínimo o insignificante al alimentar refrigerante a los tubos 14, y mejorando de este modo el rendimiento general del intercambiador de calor. Además, los tubos 14 están configurados como una sola pasada, vertical, de tal manera que el flujo de refrigerante está influenciado (o no) por la gravedad y/o los efectos capilares dentro de los tubos, como se ha expuesto anteriormente. Por lo tanto, cuando se usa como condensador, el líquido refrigerante condensado puede acumularse en el distribuidor de colector inferior 24b, y no retroceder a los tubos 14.When used as a condenser and / or evaporator, the manifold distributors 24 are enlarged and applied to a ratio related to the mass flow capacity of the manifold 24 relative to the flow capacity of the tube 14, and the ratio of the manifold o manifold 24 with tube pressure drop, such that manifold or manifold 24 has minimal or negligible maldistribution effect in feeding refrigerant to tubes 14, thereby improving the overall performance of the heat exchanger. Furthermore, the tubes 14 are configured as a single, vertical pass, such that the flow of refrigerant is influenced (or not) by gravity and / or capillary effects within the tubes, as discussed above. Therefore, when used as a condenser, the condensed liquid refrigerant can accumulate in the lower manifold distributor 24b, and not back up to the tubes 14.

No hay un reflector interno para redirigir el refrigerante en múltiples pasadas y, por lo tanto, en general, se elimina o minimiza la imprevisibilidad, independientemente del tamaño o la configuración del intercambiador de calor, que era un problema importante en la técnica anterior. Los límites o efectos del distribuidor de colector superior 24a, los tubos 14 y el distribuidor de colector inferior 24b regulan la previsibilidad del dispositivo y proporcionan una capacidad mejorada para controlar y modelar termodinámicamente el resultado final. Además, la falta sustancial de bloqueo del colector y la colocación de los tubos lejos del centro del colector reducen el atrapamiento de aceite del compresor y el retorno de aceite al compresor.There is no internal reflector to redirect the coolant in multiple passes, and therefore unpredictability is generally eliminated or minimized, regardless of the size or configuration of the heat exchanger, which was a major problem in the prior art. The limits or effects of the upper manifold manifold 24a, the tubes 14, and the lower manifold manifold 24b regulate the predictability of the device and provide an improved ability to thermodynamically control and model the end result. Additionally, the substantial lack of manifold blockage and placement of the tubes away from the center of the manifold reduces compressor oil entrapment and oil return to the compressor.

Cuando se usa como un condensador, con los tubos 14 orientados sustancialmente en vertical, y el distribuidor de colector superior 24a dimensionado para una relación mayor que la práctica industrial anterior, y/o para una capacidad de relación de los tubos 14 con el distribuidor de colector superior 24a mayor que la práctica industrial anterior, el distribuidor de colector inferior 24b puede configurarse para comportarse como un receptor en miniatura mediante la inserción de un deflector 34, en el distribuidor de colector inferior 24b en una localización y con un método específicos. El uso del distribuidor de colector inferior 24b como un receptor en miniatura añade una capacidad de retención de carga de refrigerante significativa y permite que el nivel de carga de refrigerante fluctúe dentro del distribuidor de colector inferior 24b debido al deflector en el área de salida de líquido, aumentando de este modo el intervalo o la amplitud de la carga crítica, por lo que el nivel de carga de refrigerante (exceso de carga o pérdida de carga dentro de un intervalo) prácticamente no tendría ningún efecto sobre el rendimiento del sistema. Además, al permitir que el exceso de refrigerante se acumule continuamente en el distribuidor de colector inferior 24b, la superficie de transferencia de calor adicional está disponible para la condensación y el sistema de refrigeración 2 alcanza una mayor eficiencia energética en condiciones de carga parcial.When used as a condenser, with the tubes 14 oriented substantially vertically, and the upper manifold manifold 24a sized for a higher ratio than prior industrial practice, and / or for a ratio capacity of the tubes 14 to the manifold manifold. Higher manifold 24a greater than prior industrial practice, the lower manifold manifold 24b can be configured to behave like a miniature receiver by inserting a baffle 34 into the lower manifold manifold 24b at a specific location and method. The use of the lower manifold manifold 24b as a miniature receiver adds significant refrigerant charge holding capacity and allows the refrigerant charge level to fluctuate within the lower manifold manifold 24b due to the baffle in the liquid outlet area. , thus increasing the range or amplitude of the critical charge, so that the level of refrigerant charge (excess charge or loss of charge within a range) would have practically no effect on the performance of the system. Furthermore, by allowing excess refrigerant to continuously accumulate in the lower manifold manifold 24b, the additional heat transfer surface is available for condensation and the cooling system 2 achieves higher energy efficiency under part load conditions.

Haciendo referencia a la figura 6, el deflector de líquido 30 en el colector inferior 24b está habitualmente (pero no necesariamente) localizado muy cerca de la conexión de refrigeración, de tal manera que se crean dos cámaras 36, 38, la primera cámara 36 para servir como un receptor de refrigerante (a la izquierda) y la segunda cámara 38 (a la derecha) para servir como una cámara y paso de transición hacia y desde la conexión de refrigerante. El deflector de líquido 30 se localiza habitualmente o bien antes del primer tubo vertical o después del primer tubo, dependiendo del caudal másico y el efecto de caída de presión mínimo de la cámara de transición. La función del deflector de líquido 30 es proporcionar un bloqueo casi completo del colector inferior 24b, de tal manera que el deflector 30 bloquea la mayor parte del colector 24b excepto una localización estrecha en la parte inferior del colector. Esta abertura estrecha se denomina orificio 32.Referring to Figure 6, the liquid baffle 30 in the lower manifold 24b is usually (but not necessarily) located very close to the cooling connection, such that two chambers 36, 38 are created, the first chamber 36 for serve as a receiver for the refrigerant (on the left) and the second chamber 38 (on the right) to serve as a chamber and transition passage to and from the refrigerant connection. The liquid baffle 30 is typically located either before the first vertical tube or after the first tube, depending on the mass flow rate and the minimum pressure drop effect of the transition chamber. The function of the liquid deflector 30 is to provide almost complete blocking of the lower manifold 24b, such that the deflector 30 blocks most of the manifold 24b except for a narrow location at the bottom of the manifold. This narrow opening is called hole 32.

Cuando el intercambiador de calor se usa como un condensador, el deflector de líquido 30 funciona de tal manera que el refrigerante líquido, que se había condensado en los tubos verticales 14, y tras salir de los tubos, se acumula en la sección de cámara receptora 36 del colector 24b. El nivel de líquido en esta cámara receptora 36 fluctuará, en función de la velocidad de uso de refrigerante, debido a la carga de refrigeración general. Los niveles de líquido aumentarán cuando la carga del sistema de refrigeración sea inferior al máximo y no requiera tanto refrigerante, y disminuirá con el aumento de la carga de refrigeración. Los niveles de líquido también variarán en función del nivel de carga de refrigerante general del sistema. Por lo tanto, la cámara receptora 36 actúa como un receptor o tanque de retención para retener el exceso de refrigerante cuando no está en uso por el sistema 2 en diversos momentos.When the heat exchanger is used as a condenser, the liquid baffle 30 operates in such a way that the liquid refrigerant, which had condensed in the vertical tubes 14, and after exiting the tubes, accumulates in the receiving chamber section. 36 from manifold 24b. The liquid level in this receiving chamber 36 will fluctuate, depending on the rate of refrigerant use, due to the overall refrigeration load. Liquid levels will increase when the refrigeration system load is less than maximum and does not require as much refrigerant, and will decrease with increasing refrigeration load. Liquid levels will also vary based on the overall refrigerant charge level in the system. Thus, receiving chamber 36 acts as a receiver or holding tank to retain excess refrigerant when not in use by system 2 at various times.

El refrigerante en la cámara receptora 36 también fluye continuamente fuera de la cámara 36, a través del orificio 32, y hacia la segunda cámara de transición 38. Debido a la localización del orificio 32 en la parte inferior del deflector 30 en el colector 24b, solo el líquido refrigerante puede pasar a través del orificio 32, y cualquier acumulación de gas en la cámara receptora 36 queda atrapada y no se le permite pasar. La trampa de fluido sirve para evitar que el gas salga del condensador, lo que no es deseable y podría provocar problemas operativos en el sistema.Refrigerant in receiving chamber 36 also continuously flows out of chamber 36, through hole 32, and into second transition chamber 38. Due to the location of hole 32 at the bottom of baffle 30 in manifold 24b, only the refrigerant liquid can pass through the hole 32, and any accumulation of gas in the receiving chamber 36 is trapped and is not allowed to pass. The fluid trap serves to prevent gas from escaping from the condenser, which is undesirable and could cause operational problems in the system.

Una segunda característica del orificio 32 es que su área de sección transversal (tamaño de orificio) se determina en función del caudal másico máximo del sistema. El tamaño de orificio también se selecciona en función de una caída de presión deseada a través del orificio 32. El tamaño de orificio puede seleccionarse para que tenga una caída de presión insignificante o pequeña (es decir, 1,72 bares (25 psig)), hasta una caída de presión alta (1,03 bares (15 psig)), para contrarrestar cualquier efecto de la tubería de refrigerante externa y garantizar la condensación de gas residual en el receptor. En los evaporadores, la abertura puede dimensionarse para que sirva como un orificio de entrada para una mejor aceleración de refrigerante y una mezcla de líquido/gas.A second characteristic of orifice 32 is that its cross-sectional area (orifice size) is determined as a function of the maximum mass flow rate of the system. Orifice size is also selected based on a desired pressure drop across orifice 32. Orifice size can be selected to have negligible or small pressure drop (ie 1.72 bar (25 psig)) , up to a high pressure drop (1.03 bar (15 psig)), to counteract any effect of the external refrigerant piping and ensure residual gas condensation in the receiver. In evaporators, the opening can be sized to serve as an inlet port for better acceleration of refrigerant and a liquid / gas mixture.

Cuando el intercambiador de calor 8 se usa como evaporador, la mezcla refrigerante de líquido/gas entra en el intercambiador de calor 8 a través de la conexión inferior y el colector 24b, antes de entrar en los tubos verticales 14. En una realización a modo de ejemplo, el deflector de líquido 30 y el orificio 32 tienen poco o ningún efecto en la operación del sistema 2, basándose en el tamaño de orificio apropiado y los efectos de caída de presión. En una realización de este tipo, el intercambiador de calor permite un flujo de refrigerante controlado en ambas direcciones, de tal manera que el deflector de líquido 30 y su orificio 32 pueden funcionar en los dos modos de condensación y evaporación requeridos para los sistemas de bomba de calor.When the heat exchanger 8 is used as an evaporator, the liquid / gas refrigerant mixture enters the heat exchanger 8 through the lower connection and the manifold 24b, before entering the vertical pipes 14. In an embodiment by way of For example, liquid baffle 30 and orifice 32 have little or no effect on the operation of system 2, based on the appropriate orifice size and pressure drop effects. In such an embodiment, the heat exchanger allows a controlled flow of refrigerant in both directions, such that the liquid baffle 30 and its orifice 32 can operate in the two modes of condensation and evaporation required for pump systems. of heat.

En una realización adicional, mediante la inserción específica del deflector de líquido 30 en el área de salida del colector inferior 24b, solo el líquido refrigerante localizado cerca del punto más bajo en el distribuidor inferior 24b puede fluir debajo del deflector 30, creando un sello líquido continuo, bloqueando de este modo cualquier gas no deseado que de otro modo podría fluir en la línea de retorno de líquido hacia el sistema 2. Esta combinación del deflector 30 y el orificio resultante 32 forma esencialmente la función de una trampa "P" para garantizar solo el flujo de líquido, y no el flujo de gas, en la línea de líquido. La combinación deflector/orificio 30, 32 también permite que el nivel de refrigerante en el distribuidor de colector inferior 24b fluctúe, se eleve y caiga, con la operación del sistema o el nivel de carga de refrigerante. Esta característica admite los cambios habituales en el caudal másico durante la operación del sistema y un cambio de carga de refrigeración, o una pérdida de refrigerante, o una sobrecarga de refrigerante en el sistema. La disposición de deflector/orificio 30, 32 o tubo 24 también elimina el uso alternativo de trampas "P" en la tubería de refrigeración, y reduce o elimina el uso o la necesidad de un tanque receptor externo sobre o debajo del intercambiador de calor 8, o elimina o reduce el tamaño de un receptor (tanque de almacenamiento de refrigerante) que podría emplearse en algunos sistemas. Por lo tanto, el deflector 30 convierte el distribuidor de colector inferior 24b en un receptor en miniatura, a la vez que permite que se produzca una condensación de refrigerante y el subenfriamiento de refrigerante subsiguiente a presiones y temperaturas más bajas dentro de los tubos 14 y el distribuidor inferior 24b. Este aspecto de múltiples beneficios y múltiples características del distribuidor de colector inferior 24b, combinado con las características de baja caída de presión del distribuidor de colector superior 24a se cree que es novedoso y único.In a further embodiment, by specifically inserting the liquid baffle 30 into the outlet area of the lower manifold 24b, only the coolant located near the lowest point in the lower manifold 24b can flow under the baffle 30, creating a liquid seal. continuous, thereby blocking any unwanted gas that might otherwise flow in the liquid return line to system 2. This combination of baffle 30 and resulting orifice 32 essentially forms the function of a "P" trap to ensure only the liquid flow, and not the gas flow, in the liquid line. The baffle / orifice combination 30, 32 also allows the level of refrigerant in the lower manifold manifold 24b to fluctuate, rise and fall, with the operation of the system or the level of refrigerant charge. This feature supports the typical changes in mass flow rate during system operation and a change in refrigeration load, or a loss of refrigerant, or a refrigerant overload in the system. The baffle / orifice 30, 32 or tube 24 arrangement also eliminates the alternative use of "P" traps in the refrigeration piping, and reduces or eliminates the use or need for an external receiver tank above or below the heat exchanger 8 , or eliminates or reduces the size of a receiver (refrigerant storage tank) that could be used in some systems. Thus, baffle 30 converts lower manifold manifold 24b into a miniature receiver, while allowing refrigerant condensation and subsequent refrigerant subcooling to occur at lower pressures and temperatures within tubes 14 and the lower distributor 24b. This multi-benefit, multi-feature aspect of the lower manifold manifold 24b, combined with the low pressure drop characteristics of the upper manifold manifold 24a is believed to be novel and unique.

Las prácticas industriales en los sistemas de tipo automotriz convencionales tienen una relación habitual de 1:1 a 1:1,15 de la anchura de tubo con el diámetro interno de colector. Esto permite la inserción del tubo en el colector y el uso del interior del colector como tope de tubo. Además, habitualmente hay un bloqueo del 40 por ciento al 50 por ciento del área de sección transversal funcional del colector, haciendo de este modo que la "relación de sección transversal eficaz" (anchura de tubo con diámetro de sección transversal de colector eficaz) esté en un intervalo habitual de una relación de 1,298 a 1,82 de la anchura de tubo con respecto al diámetro de colector eficaz.Industry practices in conventional automotive type systems have a typical 1: 1 to 1: 1.15 ratio of tube width to manifold internal diameter. This allows the insertion of the tube into the manifold and the use of the inside of the manifold as a pipe stop. In addition, there is usually a blockage of 40 percent to 50 percent of the functional cross-sectional area of the collector, thereby making the "effective cross-section ratio" (tube width to effective collector cross-sectional diameter) to be in a typical range of a ratio of 1.298 to 1.82 of the tube width to the effective manifold diameter.

En la presente divulgación, la relación de sección transversal eficaz es inferior a 1:1,20 y habitualmente entre aproximadamente 1:0,90 y aproximadamente 1,18, pero podría aplicarse eficazmente por debajo de una relación de sección transversal eficaz de 1,18, y aplicarse eficazmente por debajo de una relación de sección transversal eficaz de 1:0,90. (En general, cuanto menor sea la relación, mejores sean los efectos positivos). Dicho de otra manera, en comparación, el área de sección transversal eficaz del distribuidor de colector en la presente divulgación es entre aproximadamente 1,66 y aproximadamente 3,05 veces mayor que la práctica industrial anterior habitual. La importancia de estas relaciones no es evidente hasta que se prueban y modelan diversos tamaños de intercambiadores de calor y la aplicación habitual de los intercambiadores de calor de HVAC. Dependiendo de la aplicación y el caudal másico en los distribuidores de colector, el intercambiador de calor de la presente divulgación tiene una caída de presión significativamente menor en el colector y el tamaño de puerto o las geometrías de puerto, y las caídas de presión de los tubos tienen menos efecto sobre la mala distribución y, por lo tanto, reduce el efecto del colector sobre el rendimiento general del intercambiador de calor y permite una diversidad más amplia de diámetros y diseños de puerto de tubo. Además, a medida que aumenta la longitud del colector, aumenta la importancia de esta interrelación con los tubos y, por lo tanto, puede aumentarse el tamaño, la eficiencia y la capacidad del intercambiador de calor.In the present disclosure, the effective cross-sectional ratio is less than 1: 1.20 and usually between about 1: 0.90 and about 1.18, but it could be effectively applied below an effective cross-sectional ratio of 1, 18, and effectively applied below an effective cross-sectional ratio of 1: 0.90. (In general, the lower the ratio, the better the positive effects.) Stated differently, by comparison, the effective cross-sectional area of the manifold manifold in the present disclosure is between about 1.66 and about 3.05 times greater than common prior industrial practice. The importance of these relationships is not apparent until various sizes of heat exchangers are tested and modeled and the typical application of HVAC heat exchangers. Depending on the application and the mass flow rate in the manifold manifolds, the heat exchanger of the present disclosure has significantly less manifold pressure drop and port size or port geometries, and pressure drops of the manifolds. tubes have less effect on maldistribution and therefore reduce the effect of the manifold on overall heat exchanger performance and allow for a wider diversity of tube port diameters and designs. Furthermore, as the length of the collector increases, the importance of this interrelation with the tubes increases, and therefore the size, efficiency and capacity of the heat exchanger can be increased.

Dependiendo de las geometrías y el interior (liso o no liso, es decir, con interrupciones o protuberancias intermitentes del tubo) del colector, para un condensador de la técnica anterior, una regla de intervalo habitual para el flujo de gas refrigerante en un colector es un máximo de 165 a 303 mPA (12 a 22 toneladas por pulgada cuadrada) (36 a 66 libras por minuto de flujo másico por pulgada cuadrada) (2,53 a 4,64 kg por minuto de caudal másico por cm cuadrado) del área de sección transversal para R22 a una temperatura de condensación de 43 °C (110 grados F). Para un evaporador de la técnica anterior, este intervalo habitual para el flujo de refrigerante en un colector es un máximo de 138 - 207 mPA (10 a 15 toneladas por pulgada cuadrada) (30 a 45 libras por minuto de caudal másico por pulgada cuadrada) (2,11 a 3,16 kg por minuto de caudal másico por cm cuadrado) del área de sección transversal para R22 a una temperatura de evaporación de 1,7 °C (35 grados F). Este o estos intervalos de caudal másico máximos son más altos para refrigerantes de alta presión, tales como R410a, y mucho más bajos para la baja presión que provocarían refrigerantes operativos, tales como R134a, y están directamente relacionados con la densidad de gas a las presiones operativas de cualquier refrigerante. En la práctica industrial habitual, dentro de las pautas mencionadas anteriormente, un colector de diámetro interno de 2,92 mm (1,15 pulgadas) con un bloqueo habitual del 50 por ciento tendría una capacidad eficaz máxima de 6 a 10 toneladas usando R22 como condensador, y de 5 a 7,5 toneladas usando R22 como evaporador. Por el contrario, el intercambiador de calor de la presente divulgación tendría una capacidad eficaz máxima de entre aproximadamente 16 y aproximadamente 28 toneladas cuando se usa R22 como condensador y entre aproximadamente 10 y aproximadamente 20 toneladas cuando se usa R22 como evaporador, dependiendo de la longitud del colector y las condiciones de diseño operativas. Puesto que la caída de presión es exponencial con respecto al caudal másico, esta relación de flujo másico de entre aproximadamente 1,66 y aproximadamente 2,0 es entre aproximadamente 2,0 y aproximadamente 2,66 veces mayor que los diseños anteriores. El intercambiador de calor de la presente divulgación se traduce en una caída de presión del colector 2,7 a 7,1 veces menor, dependiendo de las geometrías internas del colector y los caudales másicos deseados. Esta caída de presión más baja afecta a la forma en que los tubos 14 se alimentan de manera regular de refrigerante secuencialmente, en línea, a medida que el refrigerante fluye a través del colector 24 (entre 24a y 24b) y reduce la necesidad de insertar tubos que tengan caídas de presión más altas para contrarrestar los efectos de la caída de presión del colector 24a. Por lo tanto, la caída de presión del colector superior del intercambiador de calor de la presente divulgación, en relación con los tubos, caudales másicos, condiciones operativas y condiciones de diseño, produce nuevas características de rendimiento para este tipo de intercambiador de calor y permite una gama mucho más amplia de aplicaciones de HVAC&R.Depending on the geometries and the interior (smooth or non-smooth, that is, with intermittent tube breaks or protrusions) of the collector, for a prior art condenser, a common range rule for the flow of refrigerant gas in a collector is a maximum of 165 to 303 mPA (12 to 22 tons per square inch) (36 to 66 pounds per minute of mass flow per square inch) (2.53 to 4.64 kg per minute of mass flow per square cm) of the area cross section for R22 at a condensation temperature of 43 ° C (110 degrees F). For a prior art evaporator, this typical range for refrigerant flow in a manifold is a maximum of 138 - 207 mPA (10 to 15 tons per square inch) (30 to 45 pounds per minute mass flow rate per square inch) (2 , 11 to 3.16 kg per minute mass flow rate per square cm) of the cross-sectional area for R22 at an evaporating temperature of 1.7 ° C (35 degrees F). This or these maximum mass flow ranges are higher for high pressure refrigerants, such as R410a, and much lower for the low pressure that would cause operating refrigerants, such as R134a, and are directly related to gas density at pressures. operating conditions of any refrigerant. In typical industrial practice, within the guidelines mentioned above, a 2.92 mm (1.15 in.) I.D. manifold with typical 50 percent blockage would have a maximum effective capacity of 6-10 tonnes using R22 as condenser, and 5 to 7.5 tons using R22 as evaporator. In contrast, the heat exchanger of the present disclosure would have a maximum effective capacity of between about 16 and about 28 tons when R22 is used as a condenser and between about 10 and about 20 tons when R22 is used as an evaporator, depending on the length. collector and operational design conditions. Since the pressure drop is exponential with respect to the mass flow rate, this mass flow ratio of between about 1.66 and about 2.0 is between about 2.0 and about 2.66 times greater than previous designs. The heat exchanger of the present disclosure results in a 2.7 to 7.1 times lower manifold pressure drop, depending on the manifold internal geometries and desired mass flow rates. This lower pressure drop affects how the tubes 14 are regularly fed with refrigerant sequentially, in line, as the refrigerant flows through the manifold 24 (between 24a and 24b) and reduces the need to insert tubes having higher pressure drops to counteract the effects of the pressure drop from manifold 24a. Therefore, the pressure drop of the upper manifold of the heat exchanger of the present disclosure, in relation to tubes, mass flow rates, operating conditions and design conditions, produces new performance characteristics for this type of heat exchanger and allows a much wider range of HVAC & R applications.

Aunque pueden usarse otras relaciones para definir la novedad del intercambiador de calor 8 de la presente divulgación, se cree que la o las elegidas reflejan mejor las estructuras mecánicas generales y las diferencias definidas con las prácticas industriales, sin integrar los complejos efectos de variables como el caudal másico, CFM de refrigerante, efectos de protuberancia del tubo en el colector, distribución de gas, efectos capilares dentro de los tubos, orientación del tubo de intercambiador de calor y otras variables operativas del sistema.Although other relationships can be used to define the novelty of the heat exchanger 8 of the present disclosure, it is believed that the one (s) chosen better reflect general mechanical structures and defined differences from industrial practices, without integrating the complex effects of variables such as mass flow rate, refrigerant CFM, manifold tube bulge effects, gas distribution, capillary effects within tubes, heat exchanger tube orientation, and other system operating variables.

Los efectos de la mala distribución del refrigerante en un condensador, provocada por el distribuidor superior 24a o la configuración de pasadas múltiples, puede reducir la capacidad del intercambiador de calor y reducir la eficiencia energética general del sistema. Al reducir la cantidad de caída de presión del colector inferior, así como las relaciones de caída de presión más bajas asociadas con respecto a la capacidad de caudal másico de los tubos 14 y el número de tubos 14 requeridos, el intercambiador de calor 8 de la presente divulgación minimiza el efecto del distribuidor de colector 24 en el sistema 2 asociado con las reducciones del rendimiento del intercambiador de calor 8.The effects of poor distribution of the refrigerant in a condenser, caused by the upper distributor 24a or the multi-pass configuration, can reduce the capacity of the heat exchanger and reduce the overall energy efficiency of the system. By reducing the amount of lower manifold pressure drop, as well as the associated lower pressure drop ratios with respect to the mass flow capacity of tubes 14 and the number of tubes 14 required, the heat exchanger 8 of the This disclosure minimizes the effect of manifold manifold 24 on system 2 associated with reductions in performance of heat exchanger 8.

En una configuración de evaporador, el refrigerante entra en el colector inferior 24b del intercambiador de calor 8, fluye y se evapora por los tubos 14 antes de entrar en el distribuidor de colector superior 24a (dirección de flujo opuesta del refrigerante en comparación con el condensador), las caídas de presión provocadas por los tubos 14 y el colector superior 24a son más significativas para provocar la mala distribución del refrigerante que entra en los tubos 14 y afecta a la temperatura de evaporación en los tubos 14, creando de este modo mayores problemas y una pérdida de capacidad del intercambiador de calor de varias maneras. La pérdida de capacidad del sistema y/o la temperatura operativa adecuada del evaporador son problemas de diseño fundamentales, y los tubos 14 también deben tener una caída de presión relativamente baja, habitualmente de entre aproximadamente 0,007 bares (0,1 psi) y aproximadamente 0,34 bares (5 psi), dependiendo del refrigerante y las condiciones operativas. Por lo tanto, el distribuidor de colector superior 24a afecta a la mala distribución en los tubos 14 y a las temperaturas de evaporación, y el intercambiador de calor 8 de la presente invención, relacionado con las relaciones de tubo a colector, amplía el intervalo de aplicación para los evaporadores.In an evaporator configuration, the refrigerant enters the lower manifold 24b of the heat exchanger 8, flows and evaporates through the tubes 14 before entering the upper manifold distributor 24a (opposite flow direction of the refrigerant compared to the condenser ), the pressure drops caused by the tubes 14 and the upper manifold 24a are more significant to cause the maldistribution of the refrigerant that enters the tubes 14 and affects the evaporation temperature in the tubes 14, thus creating greater problems and a loss of heat exchanger capacity in various ways. Loss of system capacity and / or proper evaporator operating temperature are critical design issues, and tubes 14 must also have a relatively low pressure drop, typically between about 0.007 bar (0.1 psi) and about 0 , 34 bar (5 psi), depending on coolant and operating conditions. Therefore, the upper manifold manifold 24a affects the maldistribution in the tubes 14 and evaporation temperatures, and the heat exchanger 8 of the present invention, related to the tube-to-manifold ratios, broadens the application range. for evaporators.

Además, en una configuración de evaporador, el colector inferior 24b tiene un efecto aún mayor de mala distribución o sobrealimentación de refrigerante en un tubo 14 o grupos de tubos 14. Un factor de sobrealimentación de entre aproximadamente 1,05 y aproximadamente 1,10 en uno o múltiples tubos puede tener una pérdida devastadora de la capacidad del intercambiador de calor debido a la ebullición incompleta del refrigerante en esos tubos y la capacidad de transferencia de calor limitada de cada tubo. Puesto que un evaporador se controla habitualmente mediante una válvula de expansión térmica que ajusta el flujo de refrigerante al intercambiador de calor en función de la temperatura de gas sobrecalentado de salida, cuando se produce una mala distribución (y se produce una sobrealimentación de uno o más tubos), la válvula de expansión térmica medirá una temperatura de gas sobrecalentado más baja (debido a que el refrigerante sobrealimentado se evapora en el colector superior, reduciendo de este modo las temperaturas de sobrecalentamiento que salen del intercambiador de calor). Cuando la válvula de expansión térmica mide una temperatura de sobrecalentamiento inferior al punto de ajuste, los controles del dispositivo se configuran para cerrar la válvula hasta alcanzar la temperatura de sobrecalentamiento. Este cierre de válvula reduce esencialmente la velocidad (capacidad) de transferencia de calor del intercambiador de calor de evaporador. Por lo tanto, la mala distribución (sobrealimentación) del refrigerante a uno o más tubos provocará el cierre de la válvula, reduciendo de este modo el rendimiento del intercambiador de calor. El colector inferior (5) y sus relaciones pueden jugar un papel significativo en la reducción o eliminación de la mala distribución del refrigerante.In addition, in an evaporator configuration, the lower manifold 24b has an even greater effect of maldistribution or supercharging of refrigerant in a tube 14 or groups of tubes 14. A boost factor of between about 1.05 and about 1.10 in one or multiple tubes can have a devastating loss of heat exchanger capacity due to incomplete boiling of the refrigerant in those tubes and the limited heat transfer capacity of each tube. Since an evaporator is typically controlled by a thermal expansion valve that adjusts the flow of refrigerant to the heat exchanger based on the temperature of the superheated outlet gas, when poor distribution occurs (and supercharging of one or more tubes), the thermal expansion valve will measure a lower superheated gas temperature (because the supercharged refrigerant evaporates in the upper manifold, thereby reducing the superheat temperatures leaving the heat exchanger). When the thermal expansion valve measures a superheat temperature below the set point, the device controls are set to close the valve until the superheat temperature is reached. This valve closure essentially reduces the heat transfer rate (capacity) of the evaporator heat exchanger. Therefore, the poor distribution (supercharging) of the refrigerant to one or more pipes will cause the valve to close, thus reducing the performance of the heat exchanger. The lower manifold (5) and its relationships may play a role significant in reducing or eliminating refrigerant maldistribution.

Cuando se usa en una aplicación de bomba de calor, por lo que el intercambiador de calor 8 opera en modo de condensador, y en otros momentos en modo de evaporador, la presente invención admite todos los problemas anteriores, a excepción de la mala distribución del refrigerante en el distribuidor inferior en modo de evaporador. Además, el deflector de líquido 30 del colector inferior y la característica del receptor, que funciona en el modo de condensador, también puede operarse en el modo de evaporador. Esta es una característica única y muy novedosa; es decir, que un receptor integrado sea capaz de realizar un ciclo inverso sin prácticamente ningún efecto adverso en el rendimiento del sistema, a la vez que, simultáneamente, no se requieran válvulas de derivación (antes se necesitaba eludir o "canalizar" alrededor del receptor).When used in a heat pump application, whereby the heat exchanger 8 operates in condenser mode, and at other times in evaporator mode, the present invention supports all of the above problems, except for poor distribution of the refrigerant in the lower distributor in evaporator mode. In addition, the lower manifold liquid baffle 30 and the receiver feature, which operates in the condenser mode, can also be operated in the evaporator mode. This is a very unique and novel feature; that is, an integrated receiver is capable of reverse cycling with virtually no adverse effect on system performance, while simultaneously not requiring bypass valves (previously it was necessary to bypass or "channel" around the receiver ).

La presente invención descrita en el presente documento y mostrada en las figuras 1-6, revela componentes nuevos y existentes, en combinación, trabajando en conjunto con sistemas de refrigeración para resolver problemas en el uso de intercambiadores de calor de microcanales soldados en aplicaciones de HVAC&R. Una realización se refiere a una configuración de intercambiador de calor soldado para aplicaciones de aire (o vapor) a refrigerante, de tal manera que i) los tubos de refrigerante están configurados para una orientación sustancialmente vertical de una sola pasada; ii) los tubos de refrigerante pueden tener puertos internos de diversos tamaños; iii) los distribuidores del colector de refrigerante se agrandan y no tienen restricciones para obtener una baja caída de presión de entrada y otras características en relación con los tubos, iv) los distribuidores de colector agrandados proporcionan capacidad de retención de refrigerante, y v) un deflector/orificio (o tubo) puede localizarse cerca de la salida de refrigerante para retener una cantidad suficiente de refrigerante líquido con el fin de proporcionar un "retroceso" que evite que el gas entre en la conexión de refrigerante saliente y para producir otras características operativas deseables. En realizaciones alternativas, pueden emplearse diferentes combinaciones de las características i) a v). Independientemente de la realización específica, la invención está destinada a lograr nuevos resultados como condensador de refrigeración y/o evaporador, y/o intercambiador de calor de bomba de calor.The present invention described herein and shown in Figures 1-6, reveals new and existing components, in combination, working in conjunction with refrigeration systems to solve problems in the use of welded microchannel heat exchangers in HVAC & R applications. . One embodiment relates to a welded heat exchanger configuration for air (or steam) to refrigerant applications, such that i) the refrigerant tubes are configured for a single pass substantially vertical orientation; ii) the refrigerant pipes can have internal ports of various sizes; iii) the refrigerant manifold manifolds are enlarged and unrestricted for low inlet pressure drop and other characteristics relative to the tubes, iv) enlarged manifold manifolds provide refrigerant holding capacity, and v) a baffle / orifice (or tube) may be located near the refrigerant outlet to retain a sufficient amount of liquid refrigerant in order to provide a "blowback" to prevent gas from entering the outgoing refrigerant connection and to produce other desirable operating characteristics . In alternative embodiments, different combinations of features i) to v) may be employed. Regardless of the specific embodiment, the invention is intended to achieve new results as a cooling condenser and / or evaporator, and / or heat pump heat exchanger.

Puede ser deseable proporcionar un distribuidor de colector de caída de presión más baja en relación con el caudal másico de la aplicación, junto con las caídas de presión nominal provocadas por los tubos, junto con la capacidad de retención de refrigerante líquido, en combinación con un deflector/orificio (o tubo) para proporcionar sustancialmente solo flujo de líquido desde el condensador, y una contrapresión opcional en la salida de condensador. Esta característica general del dispositivo puede aplicarse a una amplia gama de intercambiadores de calor en sistemas de HVAC&R, tales como los intercambiadores de calor de aluminio soldados, y puede usarse en una gama extremadamente amplia de condiciones operativas de diseño y del mundo real y puede usarse con diversos refrigerantes, tal como se ha mencionado anteriormente, incluyendo aplicaciones como un condensador y/o evaporador, con aplicaciones de bomba de calor donde el intercambiador de calor opera en modo de condensador (para calentar) y, a continuación, en modo de evaporador (para enfriar).It may be desirable to provide a manifold manifold of lower pressure drop relative to the mass flow rate of the application, along with the nominal pressure drops caused by the tubes, along with the liquid refrigerant holding capacity, in combination with a baffle / orifice (or tube) to provide substantially only liquid flow from the condenser, and optional back pressure at the condenser outlet. This general feature of the device can be applied to a wide range of heat exchangers in HVAC & R systems, such as welded aluminum heat exchangers, and can be used in an extremely wide range of design and real-world operating conditions and can be used with various refrigerants, as mentioned above, including applications such as a condenser and / or evaporator, with heat pump applications where the heat exchanger operates in condenser mode (for heating) and then in evaporator mode (to cool).

La técnica anterior se ha centrado en diseños automotrices más pequeños, donde se toleraron las caídas de presión en los colectores y las caídas de presión del tubo se compensaron con múltiples pasadas a través del intercambiador de calor. Estos diseños automotrices no habrían descubierto ni necesitado una relación más significativa con las interacciones de caída de presión del colector y del tubo, si no se hubieran necesitado intercambiadores de calor más grandes, de 2X a SOX más grandes tanto en tamaño físico como en caudal másico de refrigerante, para aplicaciones de HVAC/R.The prior art has focused on smaller automotive designs, where pressure drops across the manifolds were tolerated and tube pressure drops offset by multiple passes through the heat exchanger. These automotive designs would not have discovered or needed a more significant relationship with manifold and tube pressure drop interactions if larger heat exchangers had not been needed, 2X to SOX larger in both physical size and mass flow rate. of refrigerant, for HVAC / R applications.

Aunque la invención se ha descrito con referencia a una realización preferida, los expertos en la materia entenderán que pueden realizarse diversos cambios dentro del alcance de la reivindicación independiente adjunta. Although the invention has been described with reference to a preferred embodiment, those skilled in the art will understand that various changes can be made within the scope of the accompanying independent claim.

Claims (7)

REIVINDICACIONES 1. Un intercambiador de calor (8) que optimiza la capacidad de intercambiador de calor, comprendiendo el intercambiador de calor (8):1. A heat exchanger (8) that optimizes the heat exchanger capacity, the heat exchanger (8) comprising: un primer colector (24a) que es un colector superior (24a);a first manifold (24a) which is an upper manifold (24a); un segundo colector (24b) que es un colector inferior (24b);a second manifold (24b) which is a lower manifold (24b); un deflector de líquido (30) proporcionado en el segundo colector (24b), bloqueando el deflector (30) la mayor parte del segundo colector (24b) excepto una abertura estrecha (32) en la parte inferior del segundo colector (24b), creando de este modo una primera cámara (36) y una segunda cámara (38) en el segundo colector (24b), extendiéndose la abertura (32) desde la primera cámara (36) a la segunda cámara (38), permitiendo el deflector de líquido que el segundo colector (24b) se comporte como un receptor en miniatura, permitiendo que el exceso de refrigerante líquido se acumule continuamente en el segundo colector (24b); ya liquid deflector (30) provided on the second manifold (24b), the deflector (30) blocking most of the second manifold (24b) except for a narrow opening (32) at the bottom of the second manifold (24b), creating thus a first chamber (36) and a second chamber (38) in the second manifold (24b), the opening (32) extending from the first chamber (36) to the second chamber (38), allowing the liquid deflector that the second manifold (24b) behaves like a miniature receiver, allowing excess liquid refrigerant to continuously accumulate in the second manifold (24b); Y unos tubos orientados verticalmente (14) que se extienden en comunicación de fluidos entre el primer colector (24a) y el segundo colector (24b);vertically oriented tubes (14) extending in fluid communication between the first manifold (24a) and the second manifold (24b); en el que una relación de sección transversal eficaz, en concreto, una relación de la anchura del tubo con el diámetro de sección transversal eficaz del primer colector (24b) es inferior a 1,20;wherein an effective cross-sectional ratio, specifically, a ratio of the width of the tube to the effective cross-sectional diameter of the first manifold (24b) is less than 1.20; siendo el intercambiador de calor (8) capaz de operar o bien en modo de condensador o en modo de evaporador; teniendo el intercambiador de calor (8) una entrada (12) proporcionada en el primer colector (24a) y una salida (29) proporcionada en el segundo colector (24b);the heat exchanger (8) being capable of operating either in condenser mode or in evaporator mode; the heat exchanger (8) having an inlet (12) provided on the first manifold (24a) and an outlet (29) provided on the second manifold (24b); en el que el deflector de líquido (30) y la abertura (32) están configurados y dispuestos para permitir que solo el líquido refrigerante pase a través de la abertura (32), por lo que cualquier acumulación de gas en la segunda cámara (38) queda atrapada y no se le permite pasar a través de la abertura (32); caracterizado por que los tubos orientados verticalmente (14) están dispuestos en una configuración de una sola pasada; y por que la entrada (12) y la salida (29) están en el mismo lado del intercambiador de calor.wherein the liquid baffle (30) and the opening (32) are configured and arranged to allow only the refrigerant liquid to pass through the opening (32), thus any accumulation of gas in the second chamber (38 ) is trapped and is not allowed to pass through the opening (32); characterized in that the vertically oriented tubes (14) are arranged in a single pass configuration; and because the inlet (12) and outlet (29) are on the same side of the heat exchanger. 2. El intercambiador de calor (8) de la reivindicación 1, en el que se proporcionan múltiples aberturas (26) en cada tubo (14), extendiendo las aberturas (26) la longitud de los tubos (14) y estando:The heat exchanger (8) of claim 1, wherein multiple openings (26) are provided in each tube (14), the openings (26) extending the length of the tubes (14) and being: espaciadas sustancialmente de manera regular en una sola fila y siendo de tamaño uniforme; osubstantially evenly spaced in a single row and being of uniform size; or espaciadas de manera irregular en una o más filas y siendo de diferente tamaño o forma.irregularly spaced in one or more rows and being of different size or shape. 3. El intercambiador de calor (8) de la reivindicación 1, en el que el refrigerante se introduce en los tubos (14) desde la parte vertical más baja del segundo colector (24b).The heat exchanger (8) of claim 1, wherein the refrigerant is introduced into the tubes (14) from the lower vertical part of the second manifold (24b). 4. El intercambiador de calor de la reivindicación 1, siendo el intercambiador de calor (8) capaz de operar o bien en modo de condensador o en modo de evaporador, mientras que, simultáneamente, no requiere válvulas de derivación para eludir el receptor.The heat exchanger of claim 1, the heat exchanger (8) being capable of operating in either condenser mode or evaporator mode, while simultaneously requiring no bypass valves to bypass the receiver. 5. El intercambiador de calor (8) de la reivindicación 1, en el que la relación de sección transversal eficaz es de entre aproximadamente 0,90 y aproximadamente 1,18.The heat exchanger (8) of claim 1, wherein the effective cross-sectional ratio is between about 0.90 and about 1.18. 6. El intercambiador de calor (8) de la reivindicación 1, en el que la relación de sección transversal eficaz es inferior a 1,18.6. The heat exchanger (8) of claim 1, wherein the effective cross-sectional ratio is less than 1.18. 7. El intercambiador de calor (8) de la reivindicación 1, en el que la relación de sección transversal eficaz es inferior a 0,90. 7. The heat exchanger (8) of claim 1, wherein the effective cross-sectional ratio is less than 0.90.